蔣快樂 陳治華 李亞南 譚先朝

(1. 云南農(nóng)業(yè)大學(xué)熱帶作物學(xué)院，云南 普洱 665000；2. 云南農(nóng)業(yè)大學(xué)機電工程學(xué)院，云南 昆明 650000；3. 云南仨得科技有限公司，云南 昆明 650000)

澳洲堅果(MacadamiaternifoliaF. Muell)為亞熱帶和熱帶的常綠樹種，屬于喬木果樹，又名夏威夷果、昆士蘭果、澳洲胡桃等[1]，主要分布于中國云南、貴州等地區(qū)，不僅品種多樣、種植方式多樣，且具有廣闊的種植面積和消費市場[2-3]。目前澳洲堅果的脫皮仍以手工、堆漚以及化學(xué)脫皮為主，極易對果仁造成污染，導(dǎo)致堅果果仁質(zhì)量下降，影響口感[4-5]。

目前，國外對澳洲堅果的脫殼和果仁等的研究開發(fā)已較為成熟[6-7]，中國也有關(guān)于澳洲堅果青皮脫皮機的研究，但技術(shù)力量薄弱，基礎(chǔ)設(shè)施差，果仁的損傷率很難控制在較小的范圍，也難將青皮快速地剝離且存在果皮汁液對果仁的污染問題[8-9]。因此提高澳洲堅果的脫皮技術(shù)不僅可以解決果仁污染、質(zhì)量下降等問題，也能極大地促進(jìn)該行業(yè)的發(fā)展。

脫皮輥是澳洲堅果脫皮機中的一個重要部件，在工作過程中其受力的狀況影響青皮的脫皮效率和機器運轉(zhuǎn)的安全性及穩(wěn)定性。堅果的脫皮率和工作部件的結(jié)構(gòu)以及參數(shù)密切相關(guān)[10]。由于堅果果皮對脫皮輥所施加的載荷，會導(dǎo)致脫皮輥產(chǎn)生與脫皮機固有頻率接近的狀況使脫皮機出現(xiàn)振動，從而影響機器中各機構(gòu)的強度。因此，需利用Ansys軟件對脫皮輥進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析[11]。文章擬對云南仨得科技有限公司現(xiàn)有脫皮機的脫皮輥進(jìn)行力學(xué)特性仿真分析，旨在為后續(xù)中國澳洲堅果脫皮機的研發(fā)和發(fā)展提供依據(jù)。

1 脫皮輥結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 脫皮輥結(jié)構(gòu)

脫皮輥包括主輥和副輥，其中主副輥均由主軸、套筒、輥筒、螺旋鋼紋等部分組成(見圖1)。其中套筒主要用來連接主軸和輥筒，并起到一定支撐作用，螺旋鋼紋焊接在輥筒表面。

1. 套筒 2. 主軸 3. 輥筒 4. 螺旋鋼紋

1.2 工作原理

青皮澳洲堅果加工時，主要按先大后小的加工順序[12]，從進(jìn)料口進(jìn)入脫皮間隙，電機通過電機皮帶輪、皮帶、脫皮輥皮帶輪帶動主輥主軸旋轉(zhuǎn)，使輥筒及螺旋鋼紋轉(zhuǎn)動，進(jìn)而通過齒輪將動力傳遞至副輥，主輥與副輥在旋轉(zhuǎn)過程中配合脫皮刀擠壓、剪切澳洲堅果，使果徑較大的堅果在脫皮間隙前端脫皮，果徑較小的堅果隨脫皮輥的旋轉(zhuǎn)向后移動，在脫皮間隙窄處完成脫皮，脫皮后的堅果被移送至出料口處。盡量控制堅果的脫皮數(shù)量，最大程度保證堅果脫皮能夠呈單層的狀態(tài)進(jìn)入脫皮輥，大大提高脫皮率[13]。脫皮機結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。

1. 進(jìn)料口 2. 脫皮輥皮帶輪 3. 脫皮輥 4. 皮帶 5. 電機皮帶輪 6. 電機 7. 機架 8. 調(diào)節(jié)螺桿 9. 脫皮刀 10. 齒輪 11. 出料口

2 脫皮輥的計算與設(shè)計

2.1 脫皮輥主軸設(shè)計

脫皮輥主軸是該脫皮機的重要組成部件，輸出動力主要來自該脫皮機的電機并且傳送至輥筒和螺旋鋼紋上，在該動力作用下會使輥筒旋轉(zhuǎn)，青皮堅果在輥筒的旋轉(zhuǎn)作用下會產(chǎn)生擠壓力，同時也會產(chǎn)生一個相反的力。其中，螺旋鋼紋的作用是將電機的圓周運動轉(zhuǎn)化為澳洲堅果的直線運動，將果徑較小的堅果帶向脫皮間隙窄處。脫皮輥主軸在工作時會承受較大扭矩，所承受的彎矩則較小。故在設(shè)計主軸軸徑及長度時，需優(yōu)先考慮扭轉(zhuǎn)強度，而所承受較小的彎矩可采用降低許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的方法有效解決這個問題。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：

(1)

式中：

T——軸所受的扭矩，N·mm；

n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；

τT——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；

[τT]——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；

P——軸傳遞功率，kW；

WT——軸的抗扭截面系數(shù)，mm3；

d——截面處軸的直徑，mm。

由式(1)可知，軸的直徑

(2)

(3)

幾種常用軸材料的[τT]及A0值如表1所示，其中該主軸直徑為40 mm。

表1 軸常用幾種材料的[τT]及A0值

2.2 脫皮輥螺旋鋼紋設(shè)計

脫皮輥的螺旋鋼紋是由圓柱狀鋼條彎曲成螺紋狀的螺旋結(jié)構(gòu)，焊接于輥筒表面。其主要作用是在加工過程中將未在脫皮間隙寬處脫皮的堅果帶向后方，即脫皮間隙窄處移動，完成脫皮過程，最終由出料口流出。脫皮輥螺旋鋼紋的結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 脫皮輥螺旋鋼紋的結(jié)構(gòu)示意圖

2.3 脫皮輥轉(zhuǎn)速計算

脫皮機的生產(chǎn)效率和脫皮輥及其轉(zhuǎn)速密切相關(guān)，轉(zhuǎn)速大小是影響生產(chǎn)效率的直接因素。轉(zhuǎn)速小，達(dá)不到預(yù)期的生產(chǎn)效率；轉(zhuǎn)速大，加工量也變大，但對堅果的損傷也隨之變大。由于澳洲堅果的青皮硬度較高，故根據(jù)一般脫殼和脫皮機械滾筒的線速度為3～6 m/s[14]，通過計算線速度可知脫皮輥的轉(zhuǎn)速范圍。

(4)

式中：

v——脫皮輥線速度，m/s；

R——脫皮輥半徑，mm；

n——脫皮輥轉(zhuǎn)速，r/min。

由式(4)可知，當(dāng)線速度一定時，脫皮輥的半徑與轉(zhuǎn)速呈反比，因此可以通過改變脫皮輥的半徑來改變其轉(zhuǎn)速。所選脫皮輥半徑為43.25 mm，因此脫皮輥轉(zhuǎn)速為662.7～1 325.4 r/min。試驗脫皮機的脫皮輥轉(zhuǎn)速為861.4 r/min。

3 澳洲堅果青皮剪切試驗

試驗材料為2020年9月下旬于云南省德宏州采摘的澳洲堅果，挑選無病蟲害且果莖大小不一的堅果為試驗樣品。以10 mm/min的速度對澳洲堅果進(jìn)行剪切破皮單因素試驗，用游標(biāo)卡尺測量果子直徑，果徑大小依次從小到大排列，共10組試驗，每組取一顆澳洲堅果，視青皮破裂而果殼完好為成功。剪切破皮試驗結(jié)果見表2。

表2 剪切破皮試驗結(jié)果

由表2可知，試驗中剪切力不會隨著果徑的變大而變大，二者之間沒有相關(guān)性。

4 脫皮輥有限元分析

由于受青皮澳洲堅果硬度等方面的影響，在脫皮機中進(jìn)行果皮剝離時，會對脫皮輥產(chǎn)生力的作用，為后期的生產(chǎn)及加工提供可靠的數(shù)據(jù)支持和理論支撐，故采用Ansys Workbench軟件對脫皮輥進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變和模態(tài)分析[15]。

4.1 網(wǎng)格劃分

材料選用45鋼，利用Ansys Workbench網(wǎng)格劃分功能對脫皮輥進(jìn)行劃分，網(wǎng)格大小與精確度密切相關(guān)，故網(wǎng)格越大結(jié)果越低[16]。設(shè)定主軸、輥筒、螺旋鋼紋為0.01 mm，網(wǎng)格劃分如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分示意圖

4.2 邊界條件設(shè)置及施加載荷

該脫皮機脫皮輥轉(zhuǎn)速為861.4 r/min，即90.2 rad/s。由表2可知，當(dāng)單個澳洲堅果所受最大擠壓力為695.98 N時，其青皮破裂但外殼不會破裂，故可在輥筒上施加700.00 N的載荷，但根據(jù)實際工況，脫皮機脫皮輥工作時會對多個澳洲堅果進(jìn)行脫皮，所受擠壓力遠(yuǎn)大于700 N，當(dāng)對8個澳洲堅果進(jìn)行脫皮時，可對脫皮輥兩端實施固定約束，在輥筒上施加5 600.00 N的載荷。

4.3 脫皮輥的靜力學(xué)分析

靜力學(xué)分析數(shù)學(xué)模型為：

[Κ]·{δ}={F}，

(5)

式中：

{δ}——系統(tǒng)節(jié)點位移陣列；

[Κ]——系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度矩陣；

{F}——總載荷列陣[11]。

脫皮輥的總變形云圖及等效應(yīng)力云圖如圖5和圖6所示，其變形及應(yīng)力見表3。

圖5 總變形云圖

圖6 等效應(yīng)力云圖

表3 脫皮輥變形及應(yīng)力分析

由表3可知，運轉(zhuǎn)工作時，脫皮輥所產(chǎn)生的最大變形在輥筒中間處，這是因為加工過程中輥筒主要對青皮澳洲堅果產(chǎn)生擠壓，而主軸與輥筒的結(jié)合在兩端處，中間部位沒有連接。等效應(yīng)力最大值發(fā)生在軸與軸承結(jié)合處，形狀突變較大，容易造成應(yīng)力集中。

4.4 脫皮輥的模態(tài)分析

脫皮輥在運轉(zhuǎn)工作時，由于對果皮產(chǎn)生的擠壓力以及果皮對脫皮輥產(chǎn)生的反方向的力，則會導(dǎo)致脫皮輥不可避免地產(chǎn)生振動，這種振動會對設(shè)備的安全性和穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。因此，掌握脫皮輥運轉(zhuǎn)時的固有頻率，才能在設(shè)計該設(shè)備時避免出現(xiàn)共振的現(xiàn)象。其6階模態(tài)結(jié)果如圖7～圖12所示，前6階頻率見表4。

圖7 1階模態(tài)

圖8 2階模態(tài)

圖9 3階模態(tài)

圖10 4階模態(tài)

圖11 5階模態(tài)

圖12 6階模態(tài)

由表4可知，脫皮輥的各階固有頻率隨著階數(shù)的增加而增大，其6階固有頻率為111.44～681.05 Hz。

表4 脫皮輥前6階頻率

由圖7～圖12可知，脫皮輥的1 階振型為XZ平面的彎曲振動，最大變形量為5.613 0 mm；2階振型為XY平面的彎曲振動，最大變形量為5.611 6 mm；3階振型為XZ平面的彎曲振動和Y軸的扭轉(zhuǎn)振動，最大變形量為6.625 8 mm；4階振型為XY平面的彎曲振動和Y軸的扭轉(zhuǎn)振動，最大變形量為6.613 8 mm；5階振型為Y軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)振動，最大變形量為7.176 4 mm；6階振型為XZ平面的彎曲振動和Y軸的扭轉(zhuǎn)振動，最大變形量為8.422 9 mm。脫皮輥的1階固有頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速為6 686.4 r/min，而實際轉(zhuǎn)速為861.4 r/min，通過試驗證明不會發(fā)生共振。

澳洲堅果脫皮機脫皮輥的前6階固有頻率為111.44～681.05 Hz，第6階產(chǎn)生的變形量最大，最大變形量為8.422 9 mm，相應(yīng)的頻率為681.05 Hz。由于脫皮輥的工作頻率與固有頻率不在同一區(qū)間，故不會發(fā)生共振現(xiàn)象，說明該脫皮機工作時能夠保證機器的穩(wěn)定性和結(jié)構(gòu)的剛度。

5 結(jié)論

通過力學(xué)特性仿真可知，脫皮輥在工況下的最大變形量為0.032 08 mm；等效應(yīng)力為11.872 MPa，其最大值小于45鋼的屈服強度，滿足脫皮機脫皮輥的使用要求。通過對脫皮機脫皮輥進(jìn)行振動特性和強度分析，確定了各項工況參數(shù)，為脫皮機的設(shè)計和研發(fā)相關(guān)產(chǎn)品奠定了基礎(chǔ)。由于該試驗只考慮了脫皮機中脫皮輥的結(jié)構(gòu)強度和振動特性，對脫皮機的脫皮率及損傷率并未進(jìn)行深入研究，后續(xù)需不斷優(yōu)化以提高脫皮機的脫皮率及降低其損傷率。